基于辐射噪声响度的柴油机NVH性能优化

熊飞，郝志勇，刘瑞骏，王连生，李一民，张焕宇



基于辐射噪声响度的柴油机NVH性能优化

熊飞，郝志勇，刘瑞骏，王连生，李一民，张焕宇

(浙江大学 能源工程学院，浙江 杭州，310027)

分析人耳对不同频率纯音的衰减特性，提出结合人耳的衰减特性和柴油机辐射噪声的频谱特性进行响度优化的方法。运用多体动力学法和边界元法对柴油机进行声学分析，采用Moore响度模型对柴油机的辐射噪声的响度进行仿真分析。分析认为柴油机1 300~2 000 Hz的辐射噪声对柴油机响度贡献最大，通过声强法噪声源识别试验得出柴油机辐射噪声在该频段的主要贡献部件是油底壳、齿轮室罩、缸盖罩以及机体。 对柴油机的齿轮室罩、缸盖罩以及机体进行结构改进，改进后柴油机的声功率级由76.4 dB下降至75.5 dB，降低0.9 dB；柴油机辐射噪声响度由161.5 sone下降到144.7 sone，降低10.4%，柴油机的 NVH性能明显改善。

柴油机；辐射噪声响度；多体动力学法；边界元法；NVH性能

随着社会的发展，汽车已经成为代步工具之一。消费者在购买汽车时，汽车的NVH(noise，vibration，harshness)性能也愈发关键[1]。发动机噪声直接关系到汽车NVH性能，近些年来有关发动机噪声控制的文献不计其数，但几乎都是以降低A计权声功率级为研究内容，发动机声品质的研究则十分罕见。张磊等[2]应用有限元及多体动力学软件对发动机噪声进行研究，通过改进薄壁件结构使整体的A计权噪声下降 1 dB。李民等[3]采用拓扑优化与形状优化方法对齿轮室罩进行再设计，辐射噪声的A计权声功率级在 1 400~ 1 800 Hz内有不同程度的下降。贾维新等[4]采用形貌优化对油底壳进行再设计，辐射噪声的A计权总声功率级降低3 dB。上述文献均是以降低A计权声功率为目的，A计权声级是用40 phon的等响曲线来修正实际声压，仅代表人耳对低声压的感受，并不能反映主观对实际声音的真实感受[5]。由于人主观因素的介入，用A计权测量的声压级小的声音，但感觉上是声音非常响；甚至A计权测量的声压级大的声音，感觉上比声压级小的响度小[6−7]。因此，传统的A计权声级局限性日益突出，从声品质角度对发动机进行NVH性能优化也应运而生。本文作者对柴油机进行动力学响应分析和声学分析，再运用Moore响度模型进行发动机的响度仿真，Moore模型的响度分析结果是众多响度模型中最准确的[8]。结合人耳的衰减特性及柴油机辐射噪声的频谱特性对整机进行结构优化，降低柴油机辐射噪声的响度和改善其对人的舒适性。

1 响度理论

为响度，单位为sone，定义1 000 Hz，40 dB纯音的响度为1 sone。响度是描述人耳对声音感觉强度的心理学量，是声品质的重要特征。

声源产生的声音激励0首先传至外耳，然后经过耳廓、外耳道、鼓膜、中耳腔及听耳链衰减至激励，该激励刺激内耳的耳蜗从而使声音传入大脑[9]。耳廓、外耳道、鼓膜、中耳腔及听耳链的综合衰减特性与声音的频率成分有关[8]，如图1所示。人耳对750 Hz以下的纯音激励产生衰减作用，对频率在750~3 150 Hz的纯音激励则会产生增益作用，增益作用的趋势是随频率的增加而增强。

图1 人耳衰减特性

Moore响度模型用等效矩形频带(equivalent rectangular bandwidth，ERB)代替临界频带，考虑耳蜗对声音的灵敏度，将可听域划分为约40个特征频 带[10]。等效矩形频带率与中心频率之间的关系为

特征响度定义为单位等效矩形频带内噪声的响度，反映了响度的频域分布特性，用符号′表示，单位是sone/ERB。在计算域内对特征响度进行积分则可获得响度。

在关注频段内，若信号的耳蜗激励小于人耳阈值对应激励TH，则特征响度′计算方法[11]为

若信号的耳蜗激励大于激励TH，但小于1010，则特征响度计算方法为

若信号的激励耳蜗大于1010，则特征响度′计算方法为

阈值激励TH并不是定值，其幅值是随频率变化，TH如表1所示[12]。 式(2)~(4)中：=0.046 87，为常数；为耳蜗放大器在特定频率下的低能级增益，与TH的乘积是定值，故也随着频率变化。则是与相关的修正量，两者的关系如图2所示。

表1 单耳听觉的阈值激励

图2 α-G 关系

响度是受声源激励与人耳综合作用的，故降低响度必然要结合这2个方面。柴油机的辐射噪声的关注频率500~3 000 Hz，根据人耳衰减特性可知：降低柴油机750~3 000 Hz的辐射噪声激励E可以更有效地降低耳蜗激励。式(2)~(4)中的特征响度′与耳蜗激励为正相关关系，降低耳蜗激励必然会使响度降低。因此，降低柴油机750~3 000 Hz的辐射噪声激励能有效的降低整机响度。

2 研究模型及模型验证

2.1 研究模型

本文研究对象为某水冷直列四冲程直喷柴油机，柴油机的标定工况为55 kW/3 000 r/min，压缩比为18。根据已有柴油机数模上进行网格划分，建立整机有限元模型，如图3所示。柴油机有限元模型包括二阶四面体单元、一阶六面体单元以及二阶的面单元，共计435 355个单元，766 688个节点。整机模型中主要包括以下部件：机体、缸盖、缸盖罩、齿轮室、齿轮室罩、飞轮壳、油底壳以及支架等。

图3 整机有限元模型

2.2 模型验证

为确保后续仿真计算的可靠性，柴油机有限元模型准确性得到验证后才能真实地反映柴油机的实际工作状况。模态可以反映结构本身传递函数特点，传递函数则是固有属性。进行NVH性能优化时，通过比较实验和有限元计算的模态频率，进行模型准确性验证。对比结果相差较大，则可以依据实验数据对有限元模型进行修正，最终建立准确的有限元模型。

柴油机有限元模型模态计算量大，并且整机模态试验比较困难，此处对主要部件模态验证，包括：机体、缸盖、缸盖罩、齿轮室罩(正时罩)、油底壳、曲轴系，间接对柴油机模型进行验证，有限元模型之间的连接的正确性则在下文中进行验证。实验模态数据采用多点激励单点响应的方法获得，通过弹性细绳悬吊来模拟部件的自由边界条件。将各部件的有限元模型赋予部件实际材料参数，如表2所示，通过有限元分析软件计算以获得其计算模态数据。柴油机各部件的前5阶实验模态与前5阶计算模态对比如表3所示。

表2 各部件材料参数

经对比，各部件计算自由模态与实验自由模态的最大误差均在10% 左右，大部分阶次的相对误差在5%以内，符合工程计算精度要求，则该有限元模型可以模拟实际柴油机各部件的物理特性。

3 整机动力学仿真分析

3.1 动力学计算

整机动力学计算的目的是模拟柴油机实际工作情况，获取柴油机动力学响应[13]。柴油机在进行实验时采用弹性支承，由于无法获得弹性支承的参数，动力学模型中通过4个刚性支架来模拟柴油机的安装方式，这样会在低频段产生一定的误差。但柴油机的结构辐射噪声重点关注频段是500~3 000 Hz，后期经过数据处理，并且与实验进行对比，结果说明动力学仿真计算与实验基本一致。

选取标定工况(55 kW/3 000 r/min)分析柴油机的结构动力学响应，该工况下柴油机具有最大的输出功率。整机动力学计算需要输入某些参数：柴油机基本参数，如缸径、行程、转速、燃气压力曲线；连杆和活塞质量数据，曲轴系数据；柴油机有限元网格及缩减；其他边界条件如活塞侧向力、凸轮轴承力、气门落座力以及摇臂座力。

燃气压力曲线需通过实验获取，在燃烧室上方开适当的小孔并布置压力传感器进行数据采集。活塞侧向力包括活塞二阶运动产生的敲击力与活塞往复运动引起的准静态力，可以通过AVL piston ring模块仿真计算得到。凸轮轴承力、气门落座力以及摇臂座力则通过AVL time driver模块仿真计算得到。其他输入参数则是通过有三维数模中获取，最后将上述数据输入到整机EXCITE动力学模型仿真分析，可以获得柴油机表面振动加速度。

3.2 动力学仿真验证

为验证整机动力学计算的准确性，进行柴油机台架试验并测量标定工况下机体表面的振动响应。试验过程中，柴油机工作在标准工况，并选取柴油机机体上一点和柴油机油底壳上一点做振动响应测点，并且需要保证测点有足够大的振动响应，不能为结构的节点。采用振动加速度级来评价机体表面的结构响应，即：

式中：L为加速度级；为机体表面的振动加速度；0为参考加速度，μm/s2。

图4所示为机体上和油底壳上的测点的动力学仿真与台架试验的振动加速度级的对比结果。机体测点的动力学仿真与台架试验的振动加速度级曲线在幅值和趋势上是基本一致的。油底壳测点的动力学仿真和台架试验的振动加速度级曲线在趋势上是一致的，但在幅值上动力学仿真值比试验值上下波动稍大。动力学仿真中没有考虑油底壳中的机油，而机油有一定的阻尼作用，因此动力学仿真幅值波动稍大，但对整机的动力学仿真结果影响不大。综上，通过台架试验很好地验证机体的动力学仿真结果，从而验证仿真模型及计算结果用于后续声学仿真的准确性，同时也验证有限元模型之间连接的正确性。